起重机小车的设计-学位论文.doc

摘 要

起重机的出现大大提高了人们的劳动效率，以前需要许多人花长时间才能搬动的大型物件现在用起重机就能轻易达到效果，尤其是在小范围的搬动过程中起重机的作用是相当明显的。在工厂的厂房内搬运大型零件或重型装置桥式起重机是不可获缺的。
桥式起重机小车主要包括起升机构、小车架、小车运行机构、吊具等部分。其中的小车运行机构主要由减速器、主动轮组、从动轮组、传动轴和一些连接件组成。
本设计主要针对通用行桥式起重机进行研究，小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。
起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间采用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴与卷筒之间采用圆柱齿轮传动。本设计大量采用了PROE制图，由于技术原因只对整体进行了设计，部分细节未表现出来，还望老师指点。
本设计所需图纸请联系QQ380752645
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IV

ABSTRACT

Crane can greatly improve the appearance of the labor efficiency, people need many flowers before long time to lift large objects can be easily used cranes now effect, especially in small range of moving process of crane is quite obvious. In the factory workshop of transporting large parts or heavy equipment bridge crane is ever.
Bridge crane car mainly includes hoisting mechanism, car, trolley mechanism, sling, etc. One car running gear reducer, mainly by active wheel shaft, driven wheel, and some fittings.
This design is mainly aimed at the general line bridge cranes, car mainly hoisting mechanism, the mechanism and a car.
Lifting mechanism adopts closed transmission scheme, motor shaft and the level of high-speed cylindrical gears reduction gear shaft coupling between the two and a half tooth and a link between floating axis, the low speed shaft gear reducer with cylindrical gears transmission between the drum. This design using PROE drawings, of the overall design of the only details, not out, still hope the teacher give directions.

目 录

第1章 起重机设计方案 1
1.1 起重机的介绍以及总体方案 1
1.1.1 起重机的总体方案 1
1.2 主梁的设计 1
1.3 端梁的设计 1
1.4 小车的设计 2
1.4.1 小车的结构介绍 2
1.4.2 小车设计方案 3
第2章 主升机构的运算 4
2.1 确定传动方案，选择滑轮组和吊钩 4
2.1.1 选择滑轮组 4
2.1.2 选择吊钩 5
2.1.3 选择钢绳 7
2.2 选择卷筒 8
第3章 电动机及其机构运算 12
3.1 选择电动机 12
3.1.1验算电动机发热条件 14
3.1.2电动机过载验算 15
3.2 运行机构电动机的选择 15
3.2 减速器的选择 16
3.3 验算起升速度和实际所需要功率 16
3.4 校核减速器输出轴强度 17
3.5选择制动器 18
3.6选择联轴器 19
3.7验算起动时间 19
3.8运行系统计算 20
3.8.1选择车轮与轨道并验算其强度 20
3.8.2运行阻力计算 22
3.8.3选电动机 23
3.8.4验算电动机发热条件 23
3.8.5选择减速器 23
3.8.6验算运行速度和实际所需功率 24
3.8.7验算起动时间 24
3.8.8按启动工况校核减速器功率 25
3.8.9验算不打滑的条件 25
3.8.10初选制动器 26
3.8.11选择高速轴联轴器及制动轮 27
3.8.12选择低速轴联轴器 27
3.9.2 制动器的设计计算 28
3.9.1 主要尺寸 28
3.9.2 选电磁铁 29
3.9.3 制动臂尺寸 29
3.9.4 主弹簧的设计计算 30
3.9.5 销轴计算 32
3.9.6 制动臂的计算 33
第4章 小车车架的结构分析 37
4.1 小车车架的型式 37
4.2 小车架结构 38
结 论 41
参考文献 42
致 谢 43
附 录 44

第1章 桥式起重机小车设计方案

1.1 起重机的介绍以及小车总体方案简述
箱形双梁桥式起重机是由一个有两根箱形主梁和两根横向端梁构成的双梁桥架,在桥架上运行起重小车,可起吊和水平搬运各类物体,它适用于机械加工和装配车间料场等场合。
1.1.1 起重机的总体方案
本次起重机设计的主要参数如下:
起重量10t,跨度定为16.5m，起升高度为15m起升速度7.5m/min小车运行速度v=45m/min小车估计重量4t，工作类型为中级。
根据上述参数确定的总体方案如下：
1.2 主梁的设计
主梁跨度16.5m ,是由上、下盖板和两块垂直的腹板组成封闭箱形截面实体板梁连接，主梁横截面腹板的厚度为6mm,翼缘板的厚度为10mm，主梁上的走台的宽度取决于端梁的长度和大车运行机构的平面尺寸，主梁跨度中部高度取H=L/17 ，主梁和端梁采用搭接形式，主梁和端梁连接处的高度取H0=0.4-0.6H，腹板的稳定性由横向加劲板和，纵向加劲条或者角钢来维持，纵向加劲条的焊接采用连续点焊，主梁翼缘板和腹板的焊接采用贴角焊缝，主梁通常会产生下挠变形，但加工和装配时采用预制上拱。
1.3 端梁的设计
端梁部分在起重机中有着重要的作用，它是承载平移运输的关键部件。端梁部分是由车轮组合端梁架组成，端梁部分主要有上盖板，腹板和下盖板组成；端梁是由两段通过连接板和角钢用高强螺栓连接而成。在端梁的内部设有加强筋，以保证端梁架受载后的稳定性。端梁的主要尺寸是依据主梁的跨度，大车的轮距和小车的轨距来确定的；大车的运行采用分别传动的方案。
在装配起重机的时候，先将端梁的一段与其中的一根主梁连接在一起，然后再将端梁的两段连接起来。
本章主要对箱形桥式起重机进行介绍，确定了其总体方案并进行了一些简单的分析。箱形双梁桥式起重机具有加工零件少，工艺性好、通用性好及机构安装检修方便等一系列的优点，因而在生产中得到广泛采用。我国在5吨到10吨的中、小起重量系列产品中主要采用这种形式，但这种结构形式也存在一些缺点：自重大、易下挠，在设计和制造时必须采取一些措施来防止或者减少。
1.4 小车的设计
1.4.1 小车的结构介绍
小车主要有起升机构、运行机构和小车架组成。
起升机构采用闭式传动方案，电动机轴与二级圆柱齿轮减速器的高速轴之间采用两个半齿联轴器和一中间浮动轴联系起来，减速器的低速轴与卷筒之间采用圆柱齿轮传动。
运行机构采用全部为闭式齿轮传动，小车的四个车轮固定在小车架的四周，车轮采用带有角形轴承箱的成组部件，电动机装在小车架的台面上，由于电动机轴和车轮轴不在同一个平面上，所以运行机构采用立式三级圆柱齿轮减速器，在减速器的输入轴与电动机轴之间以及减速器的两个输出轴端与车轮轴之间均采用带浮动轴的半齿联轴器的连接方式。
小车架的设计，采用粗略的计算方法，靠现有资料和经验来进行，采用钢板冲压成型的型钢来代替原来的焊接横梁。
我国制造的桥式起重机的小车具有下列特征：
1） 起升和运行机构由独立的部件构成。这些部件采用补偿联轴器联系起来。齿轮联轴器补偿了转轴中心线的偏差和歪斜。并采用分组独立部件，因此使机构的装拆方便。
2） 所有机构中都采用滚动轴承。
3） 起升机构和运行机构采用减速器式传动装置。
4） 小车的车架用钢板焊接而成。
根据国内小车设计特征此次小车设计主要遵循的原则和要求如下：
1） 整台起重机与厂房建筑物的配合，以及小车与桥架的配合要适当。小车与车架的互相配合，主要在于：小车轨距（车轮中心平面间的水平距离）和桥架上的小车轨距应相同；其次在于：小车上的缓冲器与桥架上的挡铁位置要配合好，小车上的撞尺和桥架上的行程限位开关要配合恰当。
2） 小车上的机构的布置及同一机构中各零部件间的配合适当。小车车轮的轮压分布均匀，小车架上的机构与小车车架配合适当。
3） 小车各部分的设计考虑制造、安装和维护检修方便，尽可能保证各部件拆下修理时而不需移动临近的部件。

1.4.2 小车设计方案
本设计采用逆推思路，所有零件都可以使用标准件。根据课题要求先计算出主升机构（包括滑轮组、吊钩和滚筒），鉴于本设计中桥式起重机的起重量较小，可采用双联滑轮组，由此可算出滚筒的输入功率，滚筒输入功率即是减速器的输出功率，再由此初选电机， 最后计算出减速器的各项参数。
根据以上结果计算出小车运行机构的功率，在逆推选择电动机，得出减速机的功率，最后完善起重机小车。如图2-1
1-电动机 2 -制动器 3 -立式减速器 4 -车轮
5-半齿轮联轴器 6 -浮动轴 ；7 -全齿轮联轴器
图1-1 起升方案图

第2章 主升机构的运算

2.1 确定传动方案，选择滑轮组和吊钩
2.1.1 选择滑轮组
按照构造宜紧凑的原则,决定采用下图的传动方案。根据《通用桥式起重机》23选择滑轮组，如图2-1所示，采用了双联滑轮组.按Q=10t，计算滑轮组倍率，因而承载绳分支数为 Z=2。据文献《起重运输机械》16式（12-1）
得：
工作滑轮槽底的直径D≥(e-1)d
e—与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，据文献《起重运输机械》17表(2-1)，据工作级别为M0，取h2=25；
得：
(e-1)d=(25-1)×14=336mm
据文献《起重机设计手册》207表(13-2)，
据D≥336mm，取D=355mm，
据文献《起重机设计手册》206式（13-2）
平衡滑轮：
D平=(0.6～0.8)D=0.7×355=249mm

图2-1 滑轮组简图
2.1.2 选择吊钩
由《机械设计标准手册》表23-18选择10t锻造单面吊钩，其基本尺寸如图2-3所示，材料采用20号钢
（1） 吊钩轴径螺纹M64处拉伸应力：

式中 ——螺纹内径，由《机械设计标准手册》 表6-3查得M64，；
——动力系数，。
由《起重机运输机械》查得轴径拉伸许用应力：
，故强度足够
（2） 吊钩弯曲部分A-A断面的计算：

图2-2 系数K的图解法
1）图解法求断面重心，重心C的横左边为：

2）图解法求系数K：

3）计算A-A截面上1点的最大拉伸应力：

对于20号钢，由《起重机设计手册》 表15-1：

式中 ——20号钢屈服极限；
——安全系数（其中0.9是考虑中级工作类型降低系数）。故 通过。因此得出结构图如图（2-3）所示。

图2-3 10吨吊钩
2.1.3 选择钢绳
由《起重运输机械》22式(2-12)：

式中：—滑轮组效率，由《起重运输机械》21表(2-3)，若滑轮组采用滚动轴承，滑轮组采用滚动轴承，滑轮组倍率a=3，得h=0.985。
PQ—起升载荷，指起升质量的重力。
得： ； (2-2)
由《起重运输机械》26式(2-14)
(2-3)
n—钢丝绳安全系数，据《起重运输机械》表(2-5)，工作级别M5知n=5.5
K—钢丝绳捻制折减系数，据《起重运输机械》27表(2-4)，纤维绳芯，K=0.85
得：
据文献[1，24]知：瓦标吞式断面充填严密，承载能力大，挠性好，是起重机常用的钢丝绳类型，选瓦林吞式，由《起重机设计手册》195表(12-10)，据公斤，选钢丝绳直径d=14mm，钢丝绳公称抗拉强度为108公斤/mm2,绳6W(19)股(1+6+6/6)，绳纤维芯，钢丝绳最小破断拉力为Sb=108kN公斤，钢丝绳标注如下：
14NAT619W+F C1700 ZS 108 GB 8918-88
2.2 选择卷筒
卷筒的槽底直径D≥(e-1)d
e—与机构工作级别和钢丝绳结构有关的系数，据文献《起重运输机械》17表(2-1)，据工作级别为M5，取h1=25
得： (e-1)d=(25-1)×14=336mm
据文献《起重机设计手册》213表(14-2)，根据Q=10t,D≥336mm，取D=400mm，
据文献《起重运输机械》33式（2-20）
卷筒长度：
(2-4)
H—起升高度，15m=15×103mm
a—滑轮组倍率 a=3
Z0—附加圈数，一般取Z0=1.5～3，此取Z0=2
t—绳圈节距(mm)，光面卷筒t=d，据文献《起重机设计手册》223表(14-5)，据d=14mm，得: t=16mm。
L1—双联卷筒中间不切槽部分的长度，据文献《起重机设计手册》213表(14-2)，据起重量Q=10t，
得: L1=A=185mm
D0—卷筒直径，卷筒直径加上钢丝绳直径，D0=D+d=400+14=414mm。
得：

取L=1500mm；
卷筒壁厚:
钢卷筒 δ=0.02D+（6~10）=0.02×400+（6～10）=14～18mm
取δ=15mm
卷筒墙壁压应力验算
(Mpa) (2-5)
式中： Smax —钢丝绳最大静拉力
Smax=17290N；
δ—卷筒壁厚
δ=15mm=15×10-3m；
t—卷筒绳槽节距
t=16mm=16×10-3m；
得
————许用压应力 (Mpa)
钢卷筒
得：
故抗压强度足够；
3D=3×400=1200mm
L=1514mm
L>3D
当验算由弯曲和扭转产生的复合应力，卷筒受力如图（2-4）所示

图2-4 卷筒受力简图
卷筒的最大弯矩发生在钢丝绳位于卷筒中间时

式中：
MF—卷筒受到的最大弯矩(N.m)

ω—卷筒抗弯截面系数

D—卷筒槽底直径D=400mm
根据Q=100t 知D1=370mm

［］许用应力，对于钢卷筒，由此可画出简图如图（2-5）
图2-5 卷筒简图

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湖南工业大学科技学院毕业设计（论文）
第3章 电动机及其机构运算

3.1 选择电动机
（1）电动机所需工作功率：
而=KW
根据工作机的类型，可取工作机效率：w=0.96
传动装置的总效率：
由《机械设计课程设计》查表10章表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：
联轴器效率，滚动轴承传动效率（一对），闭式齿轮传动效率，
代入得：a==0.886
n=r/min=127.39r/min
两极圆柱齿轮减速器一般传动比范围为8～40，则总传动比合理范围为=8～40,故电动机转速的可选范围为：
n=(8～40)127.39r/min=1019～5096r/min
符合这一范围的同步转速有1500r/min和3000r/min.而3000r/min不常用
由

式中：
PQ—起升载荷，是抬起升重物的重力
PQ=Q+G0=(10000+219)×9.8=10.0146×104(N)
Vn—起升速度 Vn=7.5m/min
—起升机构的总效率，（包括减速器、卷筒和滑轮组的效率）采用齿轮减速器，一般取=0.90
得:
桥式起重机的使用工况较接近S3、S4、S5，根据Nj和JC=25%，由《起重运输机械》225表4，初选电动机为三相异步电动机，型号为JZR2-42-8，JC=25%，CZ=5J
允许输出功率N=16KW
据《起重机设计手册》711查表(33-1)，据N=16KW，选电动机型号为82号，转速nd=715r/min，电动机额定输出功率Ne
Ne≥K电Nj(KW)
式中：K电—载荷系数，根据电动机型号为JZR，起重机工作特性为中级起重机，取K电=0.8-0.9，K电=0.8
得： Ne≥K电Nj
≥0.8×0.87×14.73
≥9.6KW
取: Ne=9.6KW
据功率N=14.3KW，N>11KW，取力矩过载系数λ=2.8。由《起重运输机械》249附表4，电动机型号为YZR315M-8知飞轮矩
［GD2］=1.46 (kg·m2)
得：

式中： —电动机的转速（r/min）
—卷筒的转速
—卷筒的卷绕直径
=414mm=4.14mm

3.1.1验算电动机发热条件
由：

式中： —电动机的转速（r/min）
—卷筒的转速
—卷筒的卷绕直径
=624mm=6.24mm

疲劳基本载荷：
式中： —载荷系数，=1/2(1+)
—载荷系数，一般在1-2内；
=1+0.70Vn=1+0.7×(10/60)=1.1167
=1/2(1+)=1/2(1+1.1167)=1.05833；
Me—电动机额定力矩

相对于M4工作级别的功率：

折算成M6时的功率：
Nm6= M4×1.124-6
=99.057×1.124-6
=78.967(Kw)
3.1.2电动机过载验算
由《起重运输机械》106式(6-6)

H—系数，绕线型异步电动机取H=2.1
λ—基准工作制时，电动机力矩允许过载语数的课证值，
由以前计算可
知：λ=2.8
Ne—基准工作制时，
计算中知:

∵Ne>Ne ∴过载验算通过
综上可知，电动机验算通过
3.2 运行机构电动机的选择
（1）电动机静功率：

式中 ——满载运行时静阻力；
m=1——驱动电动机台数。
初选电动机功率：

式中 ——电动机功率增大系数，由《起重机运输机械》中表7-6查得 。
查《机电传动控制》表33-6选用电动机JZR-12-6:；；；电机重量。
（2） 验算电动机发热条件
等效功率：

式中 ——工作类型系数，由《起重机运输机械》查得，当JC%=25时，k=0.75。
——由《起重机运输机械》按起重机工作场所得查得。由此可知，故初选电动机发热条件合适。
3.2 减速器的选择
卷筒的转速
n=
减速器的总传动比

据文献［2，349］表(21-6)，据nd=715r/min
i'=41.3, Nm6=11.78 KW,初选减速器为ZQ—500—II—3CA ，
得：高速轴许用功率为12KW，公称传动比i=40.17
3.3 验算起升速度和实际所需要功率
实际起升速度

起升速度误差：
速度误差一般不超过±4%
因为 ε=2.8% 所以在范围之内
所以减速器速度误差验算通过
由文献《起重机设计手册》 347表(21-5)，知减速器高速轴输出端直径d=50mm L=85mm

3.4 校核减速器输出轴强度
据文献《起重机设计手册》100式（8-35）
最大径向力：

式中:G筒—卷筒重量，文献《起重机课程设计》236表14，估计为G＝4.56KN
［R］—减速器输出轴容评最大径向载荷，根据文献《起重机设计手册》353据减速器型号为ZQ—500—II—3CA，nd=715r/min
取 [R]=20500公斤=20500N
所以：Pmax=19570N<[R]=20500N
由文献《起重机设计手册》100式8-36：
最大力矩： =(0.7～0.8)

—电动机最大力矩倍数，==2.8
—据文献《起重机设计手册》94，电动机额定力矩

—减速器传动效率，文献《起重机设计手册》92表(8-9)，对圆柱齿轮减速器传动 =0.95
Mmax=0.7×2.8×218×40.17×0.95=18635(N.m)
[M]—减速器输出轴允许最大扭矩，据文献《起重机设计手册》P349，据减速器型号为ZQ—500—II—3CA，
N=715r/min.得：［M］=26500公斤.米=26500N.m
综上所述，所选减速器能满足工求。

3.5选择制动器
据文献《起重运输机械》106式（6-9）

式中:i—制动器传动比
—起升机构的总效率，，为减速器的效率
得：
由文献《起重运输机械》109式（6-29）

Kz—动安全系数，一般取Kz=1.75，

Mez—选制动器能额定制动力矩（N.m）
由文献《起重机设计手册》300表(18-9)，据，初选制动器型号为YWZ—400/45,其，制动轮直径D=315mm，重量G=23.6公斤

3.6选择联轴器
联轴器由文献《起重运输机械》110 式(6-31)， 式(6-32)

n—联轴器安全系数，对起升机构，n=1.5
—刚性动载系数，=12～2.0，取=1.5
—相应于jc值的电动机额定力矩换算到该联轴器上的力矩

由文献《起重机设计手册》281表（17－5），
由
由，选联轴器型号为CL3，带制动轮D=300mm的齿轮联轴器，连接减速器与浮动轴允许的最大扭矩为315公斤.米=0.42公斤.米2，选一个半齿轮联轴器联接电动机与浮动轴，由文献《起重机设计手册》282表（17－6），选联轴器型号为CLZ3，允许的最大扭矩为315公斤.米，JL2=0.1085kg.㎡ ,浮动轴直径为d=45mm,L=85mm。

3.7验算起动时间
由文献《起重运输机械》108式(6－20)

C—由文献《起重运输机械》107可知：C=0.105
［J］—满载起升时换算到电动机轴上的总转动惯量，
+(1.1～1.2)J1
J1—高速轴上各旋转零件转动惯量的总和J1=Jd+JL
Jd—电动机转子的转动惯量，由《起重运输机械》108
知： Jd=
J1—Jd+JL=8.5+0.45+0.1085=9.055(kg,㎡)

Mq—电动机的平均起动力矩由《起重运输机械》106表（6—3）知三相交流绕线型 Mq=1.8Me
Me—电动机的平均起动力矩，由《起重机设计手册》P24
得：
由文献《起重运输机械》106式（6—9）
3.8运行系统计算
3.8.1选择车轮与轨道并验算其强度
小车运行机构计算经比较后，确定采用如图3-1所示的传动方案。

图3-1小车运行机构简图

车轮最大轮压：小车质量后计取G= 4000kg
轮压均布： Pmax=1/4(Q+G)=1/4(10000+4000)=3500kg=35000N
车轮最小轮压： Pmin=1/4G=1/4×4000=10000N
由文献《起重机课程设计》239附表17知：
运行速度40.8m/min<60m/min,Q/G=50000/10000=5>1.6
工作级别为中级时，车轮直径取D=350mm，轨道型号为18kg/m，(P18)的许用轮压为3.49t≈Pmax=3.5t
根据GB4628-84规定，由小车直径系列值初选车轮直径DC=315mm
强度验算：按车轮与轨道为线接触及点接触两种情况，验算车轮接触强度，车轮疲劳计算载荷

车轮材料，由文献《起重运输机械》64表(4-4)，取C1=0.96取: ZG340-60，S=340Mpa,b=640Mpa.
由文献《起重运输机械》64式(4-12) ：线接触疲劳强度计算：
(N)
C1—转速系数
C2—运行机构工作级别系数，由[1]表5-4，由M5取C2=1
K1—与车轮材料有关的许用线接触应力常数，由b=640Mpa，由文献《起重运输机械》64表4-6取K1=6.0
L—车轮与轨道有效接触长度 由文献《起重机课程设计》246附表(2-2)，轨道P43，取L=b=46mm
=
因 为 PC< 所以，线接触时疲劳强度合适。
点接触疲劳强度计算：
由文献《起重运输机械》65式(4-13)：
式中： （N）
K2—与车轮有关的点接触应力常数，由文献《起重运输机械》64表(4-6)，取K2=0.181
r—曲率半径，车轮半径r1=D/2=157.5mm，由文献《起重机设计手册》246附表22，则轨道P43知 r2=A=90mm，取R=157.5mm。
m—由轨道顶向曲率半径与车轮半径之比（r/R）所确定的系数r/R=140/250=0.56,由文献《起重运输机械》65表（4-7），取m=0.4，
因为 >PC 所以点接触强度验算通过
综上所知，车轮与轨道合适。
3.8.2运行阻力计算

D—由文献《起重机课程设计》242附录19知小车车轮组主动车轮组中Φ315知轴承型号为7518，由文献《机械零件设计手册》209得内径d=90mm，外径D=157.5mm，平均值
K—滚动磨擦系数，由表7-1~7-3，知k=0.0005mm
u—车轮轴承的摩擦系数，u=0.02
β—附加摩擦阻力系数，由文献《起重运输机械》114知β=2.0.
Mm=(1000+4000)(0.0005+0.02×0.125/2)×2=490N.m
运行摩擦阻力：

当无载时：

3.8.3选电动机
电动机静功率：
Pj= Pm=888.9N
M—电动机个数 m=1
初选电动机功率： N=KdNj=1.15×2.59=2.98KW
Kd—电动机功率增大系数，由《起重运输机械》表（7-6），由运行速度为40.18m/min，滑动轴承取Kd=1.15，由附表30选电动机型号为JZR2-12-6，Ne=3.5KW, n1=910r/min,(GD2)d=0.142kg·m2,电动机质量Gd=80kg
3.8.4验算电动机发热条件
由文献《起重机设计手册》95式8-26a：
—由文献《起重机课程设计》96表（8-14）知机构t起/ t2值大约为0.3-0.4，据文献《起重机课程设计》97式（8-36），求出V25=0.88，N25=0.75×1.12×2.59=2.18KW
N25=2.18KW<Ne=3.5KW
所以电动机发热校核通过。
3.8.5选择减速器
车轮转速:
机构传动比：
由文献《起重机课程设计》275附表40选用ZSC-400-I-2减速器，I=22.4，［N］中级=2.8KW，输入轴转速为1000r/min,Nx<［N］中级。
3.8.6验算运行速度和实际所需功率
运行速度误差：
合适。
实际所需电动机等效功率

3.8.7验算起动时间
起动时间：
m—电动机个数，m=1

满载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩，
空载运行时折算到电动机上的运行静阻力矩

初步估算制动轮和联轴器的飞轮矩为：(GD2) +(GD2)Z=0.26kg·m2
机构总飞轮矩： C×(GD2)L=1.45×(0.142+0.26)=0.466 kg·m2
满载启动时间：
空载启动时间：
由《起重运输机械》表7-6查得，当Vc=45m/min=0.75m/s时，[tp]推荐值为5.5S，tp(Q=Q)<[tp],故所选电动机能满足快速启动要求
3.8.8按启动工况校核减速器功率
起动状况减速器的功率：
式中： 为计算载荷
m’—运行机构中，同一级传动的减速器个数m’=1
所以减速器 ［N］中=2.8KW〈N
所以减速器过载能力较强合适。
3.8.9验算不打滑的条件
因室内使用，故不计风阻力及坡度阻力矩，只验算空载及满载运动时两种工况，空载起时主动车轮与轨道接触处的圆周切向力：

式中：P1—所有主动车轮轮压之和
P2—所有从动车轮轮压之和
k、u、d、β—同运行阻力计算中取值一样
车轮与轨道的摩擦力：
F(Q=0) =P1f =2000×0.2=4000N<T,故可能打滑。解决办法是在空载启动时间增大启动电阻，延长启动时间。
f—摩擦系数：由文献《起重运输机械》170知:f=Φ=0.15
满载起动时，主动车轮与轨道接触处的周围切力
车轮与轨道的粘着力： F(Q=0)=P1f=
所以不会打滑，所以电动机合适。
3.8.10初选制动器
由《起重运输机械》查知：对小车，3～4秒，取，因此，所需制动力矩
m—电动机个数，m=1
C，［GD2］.k.u.d.β——同前面计算中的取值，
由文献《起重机课程设计》237附表15，选用YWZS200/23，考虑到所取制动时间与其制动时间4.89s，相差不大，故略去制动不打滑条件的验算。
3.8.11选择高速轴联轴器及制动轮
高速轴联器计算转矩：

式中:n—联轴器安全系数，n=1.35
刚性动载系数，由文献《起重运输机械》110可知：

由文献《起重机课程设计》261附表31查电动机JZR2—12－6，两端伸出端轴为圆柱形，
d=35㎜, L=80㎜, 由文献《起重机课程设计》272附表37，减速器ZSC—400查出高速轴
d=30㎜, L=55㎜, 由文献《起重机课程设计》276附表41，送出GICL鼓型齿式联轴器，主动端d1=30㎜, L=55㎜，公称转矩，Tn=630N.m>Mc=56.1N.m，飞轮矩，
(GD2)2=0.09kg.㎡, 质量GL=5.9Kg
高速轴端制动轮：根据制动器为YWEs200/23 由文献《起重机课程设计》238附表16 选制功能直径Dz=200㎜ ，圆柱形轴孔d=35㎜, L=80㎜，飞轮矩(GD2) =0.2kg, 质量GD=10 kg
以一联轴器为制动轮飞轮矩之和：
(GD2)2+(GD2)z=0.209 kg.㎡
与原估计0.26kg.㎡基本相等，故以上计算不需修改
3.8.12选择低速轴联轴器
低速轴联轴器计算转矩：可由前节的计算转矩Me，求出:

由文献《起重机课程设计》242附表42，选用两个GICLZ5鼓形齿轮联轴器，主动端
d1=60㎜, L=85㎜，从动端d1=65㎜, L=85㎜
由前节已选定车轮直径Dc=315㎜ ，由文献《起重机课程设计》242附表19，ф350车轮组，取车轮安装联轴器处直径d=65㎜, L=85㎜，同样选两个GICLZ5鼓形出轮联轴器，主动端：d1=60㎜, L=85㎜，从主动端：d2=65㎜, L=85㎜
3.9 制动器的设计计算
3.9.1 主要尺寸
已知制动力矩
制动轮直径：

式中 ；；由《起重机运输机械》 表4-2查得

制动轮和制动瓦块间的摩擦力：

制动瓦和制动轮间的正压力：

制动瓦宽度：

取
3.9.2 选电磁铁
确定制动轮和制动瓦块的间隙：
令 ，则电磁铁所做的功：

从《起重机设计手册》4表37-1，选用MZD-300电磁铁，电磁铁的转矩，回转角，推杆行程（制动杆位移），力臂，在时，（由转矩及回转角求出：），衔铁的重力转矩
电磁铁吸力：

3.9.3 制动臂尺寸
制动臂的力臂之比：

根据构造取 ，则

制动瓦块与制动轮的实际间隙：

结构如图3-2
图 3-2 短行程块式制动器计算图

3.9.4 主弹簧的设计计算
主弹簧的计算载荷：